Коробка подач двухпоточная

Вал _ НТиТИ 1.2 05 00 00.cdw

Колесо зубчатое _ НТиТИ 1.2 05 00 00.cdw

Общие допуски по ГОСТ 30891.1: Н14
Коэффициент смещения
Нормальный исходный контур
Степень точности по ГОСТ 1643-81

Вал _ НТиТИ 1.2 05 00 00.cdw

Колесо зубчатое _ НТиТИ 1.2 05 00 00.cdw

Общие допуски по ГОСТ 30891.1: Н14
Коэффициент смещения
Нормальный исходный контур
Степень точности по ГОСТ 1643-81

Колесо зубчатое _ НТиТИ 1.2 05 00 00.dwg

Общие допуски по ГОСТ 30891.1: Н14
Коэффициент смещения
Нормальный исходный контур
Степень точности по ГОСТ 1643-81

_NTiTI_5_razdel.docx

5 Расчет и выбор посадок колец подшипников
1 Выбор класса точности подшипника и определение видов
В зависимости от точности изготовления и сборки подшипников качения установлены следующие классы точности указанные в порядке возрастания точности: 6 5 4 Т 2 – для шариковых подшипников. Принимаем класс точности подшипника – 6 такой подшипник является не дорогим что экономически выгодно.
Из анализа работы узла устанавливаем что радиальная нагрузка на опору действует постоянно в одном направлении при этом внутреннее кольцо вращается вместе с зубчатым колесом.
На наружное кольцо нагрузка также действует в одном направлении но оно неподвижно установлено в корпусе. Делаем вывод: внутренне кольцо испытывают циркуляционный тип нагружения а внешнее – местный [1] с 28.
Определяем геометрические параметры подшипника (ГОСТ 8338) для
подшипника 213: d = 65 мм D = 120 мм B = 23 мм r = 25 мм.
2 Расчет и выбор посадки для кольца испытывающего
циркуляционный тип нагружения
Выберем посадку циркуляционно-нагруженного внутреннего кольца подшипника на вал по интенсивности радиальной нагрузки на посадочной поверхности кНм [1] формула 3.1:
где R – радиальная реакция опоры на подшипник [1] таблица 1.6 R= 2800 H; Кn = 1 – динамический коэффициент посадки при перегрузке до 100% [3] с 347; F = 1 – коэффициент учитывающий степень ослабления посадочного натяга для сплошного вала [3] с 347; Fa = 1 – коэффициент неравномерного распределения радиальной нагрузки между рядами тел качения для подшипника [3] с 348.
По [3] таблица 4.90.1 заданным условиям для вала соответствует поле
допуска k6. В результате получаем посадку .
Рассчитаем размерные параметры для посадки внутреннего кольца
Размерные параметры вала ∅65js6 (±00095) [2] таблица 1.29
Номинальный размер dn = 65 мм;
Верхнее предельное отклонение es = + 00095 мм;
Нижнее предельное отклонение e
Наибольший предельный размер dma
Наименьший предельный размер dm
Допуск размера Td = dma
Размерные параметры внутреннего кольца ∅65L0 [3] таблица 4.92.
Номинальный размер Dn = 65 мм;
Верхнее предельное отклонение ES = 0 мм;
Нижнее предельное отклонение EI = –0015 мм;
Наибольший предельный размер Dmax = Dn + ES = 65 мм
Наименьший предельный размер Dm
Допуск размера TD = Dmax – Dmin = 65 – 64985 = +0015 мм.
Параметры сопряжения
Наименьший натяг Nmin = ei – ES = – 00095–0 = –00095 мм
Наибольший натяг Nma
На рисунке 5.2 приведена схема расположения полей допусков для
внутреннего кольца подшипника.
Рисунок 5.2 - Схема расположения полей допусков для внутреннего кольца подшипника
Выбранную посадку с натягом во избежание разрыва кольца проверим по условию максимального натяга мм [1] с 32.
Рассчитаем значение допустимого натяга по [1] формула 3.3.
где k – коэффициент зависящий от серии подшипника k = 28 (для легкой серии); [p] = 400 МПа - допускаемое напряжение при растяжении для материала кольца принимаем по рекомендациям ([3] с. 349).
Поскольку 0024 мм 019мм то условие прочности выполняется.
Дополнительно проверим на наличие посадочного зазора при наибольшем натяге при сборке.
По [1] таблица П.3.3 находим допускаемые максимальный и минимальный радиальные зазоры в подшипнике при нормальной группе зазора: нач. ma нач. min = 8 мкм.
Определяем величину посадочного радиального зазора [1] формула 3.4:
где деф.к – радиальная деформация внутреннего кольца при максимальном натяге мм [1] формулы 3. 5 3.6:
Для обеспечения работоспособности подшипника должно выполняться условие пос ≥0. Так как выполняются два условия для проверки посадки подшипника то окончательно принимаем посадку для внутреннего кольца подшипника .
3 Выбор посадки для наружного кольца
Поля допуска для наружного кольца подшипника принимаем в системе вала.
Посадка с небольшим зазором это позволяет кольцу несколько проворачиваться по посадочной поверхности в результате чего у кольца изменяется точка приложения нагрузки поэтому нагружаются различные участки кольца и износ становится более равномерным.
Для отверстия в корпусе выбираем поле допуска H7 исходя из принятых ранее условий: разъемное отверстие в корпусе и работа с перегрузкой до 100%. По [3] таблица 4.91 принимаем рекомендуемую посадку .
Размерные параметры вала [3] таблица 4.83
Номинальный размер dn = 120 мм;
Верхнее предельное отклонение es = 0 мм;
Наибольший предельный размер Dmax = Dn + es = 120 мм
Допуск размера TD = Dmax – Dmin = 120 – 119985 = +0015 мм.
Размерные параметры отверстия [2] таблица 1.27.
Номинальный размер Dn = 120 мм;
Верхнее предельное отклонение ES = +0035 мм;
Нижнее предельное отклонение EI = +0 мм;
Наибольший предельный размер Dmax = Dn + ES = 120 + 0035 = 120035 мм
Допуск размера TD = Dmax – Dmin = 120035 – 120 = +0035 мм.
Наибольший зазор Sma
На рисунке 5.3 приведена схема расположения полей допусков для наружного кольца подшипника.
Рисунок 5.3 - Схема расположения полей допусков для наружного кольца подшипника

_NTiTI_3_razdel.docx

3 Выбор посадки с натягом расчетным методом
Посадки с натягом должны удовлетворять двум основным условиям: при минимальном натяге должна обеспечиваться относительная неподвижность при максимальном — прочность соединяемых деталей включая отсутствие пластической деформации на сопрягаемых поверхностях. Эти условия являются основными для выбора таких посадок с использованием расчетов в данном разделе.
Проведем расчет посадки с натягом сопряжение шестерни 26 с ведущим валом 60 примем для данной посадки ∅ 70 мм Т= 290 Н×м Fa= 0 кН [1] таблица 1.1. Принимаем материал сопрягаемых деталей – Сталь 20Х с nm = 635×106 Па шероховатость поверхности вала Rаd = 08 мкм а отверстия RаD = 16 мкм. Значения шероховатостей деталей принимаем по [2] таблица 2.68. Сборку осуществляем путем запрессовки. Схема сопряжения со схематическим указанием действующих сил приведена на рисунке 3.1.
Рисунок 3.1 – Эскиз сопряжения посадки с натягом.
Определяем незаданные геометрические параметры деталей сопряжений в соответствии с эскизом применённым выше при расчете основных размеров сопряжения. Принимаем следующие значения: d2 – наружный диаметр принимаем d2=212 мм; d – номинальный диаметр сопряжения принимаем 70 мм; l – длина сопряжения принимаем 36 мм.
Исходя из того что неподвижность соединяемых деталей обеспечивается силой трения которая должна быть больше приложенной внешней нагрузки величина необходимого минимального давления на единицу поверхности сопрягаемых поверхностей кН определяется из условия [1] формула 3.8:
где: pm d - номинальный диаметр сопряжения; f - коэффициент трения [2] таблица 1.104; Fвн - приведенная внешняя нагрузка действующая на детали соединения.
Приведенная внешняя сила на детали соединения при одновременном действии осевой силы и крутящего момента кН определяется по [1] формула 3.10:
Находим величину минимального удельного давления возникающего на контактируемых поверхностях Па выразив ее из формул 3.1 3.2:
где: f = 01 - коэффициент трения для стальных деталей [2] таблица 1.104.
Рассчитываем величину минимально необходимого натяга обеспечивающего неподвижность соединения используя известное соотношение для определения напряжений и упругих перемещений в толстостенных цилиндрах
где Ed и ED – модули упругости материалов ступицы и вала Ed = ED = 196 ×1011 Нм2 [2] таблица 1.106; Cd и CD – коэффициенты Лямэ.
Данные коэффициенты вычисляются по [1] формулам 3.13 3.14:
где d1 - диаметр отверстия в вале т. к. вал сплошной то d1 = 0 D и d значения коэффициентов Пуассона [2] таблица 1.106.
Получив все необходимые значения подсчитаем величину минимального
натяга мкм по формуле 3.4:
Определяем наименьший допустимый натяг с учетом уменьшения действительного натяга за счет смятия неровностей при запрессовке мкм [1] формула 3.15:
Рассчитываем максимально допустимое удельное давление [Pmax] при котором отсутствует пластическая деформация на контактных поверхностях деталей МПа [1] формулы 3.16 3.17:
Для охватываемой поверхности:
Для охватывающей поверхности:
В качестве [Рmax] принимаем наименьшее из двух значений [Рmax] = 3552 МПа. Находим величину наибольшего расчетного натяга мкм [1] формула 3.18:
Вычисляем наибольший допустимый натяг с учётом среза и смятия неровностей мкм [1] формула 3.19:
Выбираем стандартную посадку [2] таблица 1.49. Исходим из условия [1] с 36:
Определяем запас прочности при сборке мкм [1] формула 3.20:
Запас прочности при эксплуатации мкм [1] формула 3.21:
В результате получили что Nсб > Nэк условие выполняется.
Находим необходимое усилие для запрессовки деталей без применения термических методов сборки МПа [1] формула 3.22:
где fп – коэффициент трения при запрессовке [1] формула 3.23:
pmax – удельное давление при максимальном натяге выбранной посадки [1] формула 3.24:
Зная величину удельного давления при максимальном натяге выбранной посадки вычисляем необходимое усилие для запрессовки деталей без применения термических методов сборки по формуле 3.15:

_NTiTI 7 razdel_i_konets.docx

8 Нормирование точности формы взаимного расположения и параметров шероховатости поверхностей
Для качественного выполнения функциональных задач детали изготавливаются с определенной точностью.
При изготовлении деталей неизбежно возникают погрешности не только линейных размеров но и геометрической формы а также в относительном расположении осей поверхностей и конструктивных элементов деталей. Эти погрешности могут оказывать вредное влияние на работоспособность деталей машин.
За величину отклонения формы или расположения принимают наибольшее расстояние от точек реальной поверхности (профиля оси) до прилегающей (номинальной).
Действительные поверхности отличаются от номинальных (заданных в технической документации) наличием неровностей образовавшихся при обработке поверхности и обусловленных колебанием инструмента и детали впроцессе обработки дефектами инструмента и другими причинами. Неровности укоторых отношение шага к их высоте менее 50 принято называть шероховатостью.
Шероховатость поверхностей существенно влияет на эксплуатационные свойствадеталей (снижает прочность коррозионную стойкость жесткость деталей увеличивает интенсивность изнашивания).
Рассмотрим ведущий вал 60.
Для диаметра (d = 65мм) поверхности вала сопрягаемого с подшипником в соответствии с ранее принятой посадкой назначено поле допуска js6. Для данного механизма устанавливаем уровень относительной геометрической точности А. По [2] таблица 2.20 (или ГОСТ 24643) для квалитета точности 6 принимаем степень точности 7 для которой в зависимости от номинального размера сопрягаемой поверхности вала по [2] таблице 2.18 (или ГОСТ 24643) назначаем допуск на отклонение от цилиндричности рассматриваемой поверхности 0.016 мм.
Для диаметра (d=70мм) поверхности вала сопрягаемого с зубчатым колесом в соответствии с ранее принятой посадкой назначено поле допуска r6.Для данного механизма устанавливаем уровень относительной геометрической точности А. По [2] таблица 2.20 (или ГОСТ 24643) для квалитета точности 6 принимаем степень точности 5 для которой в зависимости от номинального размера сопрягаемой поверхности вала по [2] таблице 2.18 (или ГОСТ 24643) назначаем допуск на отклонение от цилиндричности рассматриваемых поверхностей 0.006 мм.
Рассмотрим шестерню 24.
Для диаметра (d = 70мм) отверстия шестерню 24 сопрягаемой с валом в соответствии с ранее принятой посадкой назначено поле допуска Н7. Для данного механизма устанавливаем уровень относительной геометрической точности А. По [2] таблица 2.20 (или ГОСТ 24643) для квалитета точности 7 принимаем степень точности 6 для которой в зависимости от номинального размера сопрягаемой поверхности отверстия по [2] таблица 2.18 (или ГОСТ 24643) назначаем допуск на отклонение от цилиндричности рассматриваемой поверхности 0.010 мм.
Благодаря данной курсовой работе мною были применены на практике знания по дисциплине «НТиТИ» были подобраны посадки на различные соединения освоен расчет и определение параметров определенных соединений получены новые знания в назначении допусков и отклонений форм и расположения.
В третьем разделе произведен расчет и выбор посадки с натягом ∅70мм. Произведен расчет размерных параметров и приведено схематическоеизображение полей допусков.
В четвертом разделе определены параметры переходной посадки ∅70мм. Проведен расчет по определению вероятности получения натягов (4052%) изазоров (5948%) в процентном соотношении с целью определения прочностипосадки (частоты получения и величины натяга).
В пятом разделе подобран подшипник для указанного сопряжения. Определен вид нагружения колец подшипника и подобраны посадки для них.Выполнен проверочный расчет данных посадок. Построены эскизы деталей суказанием на них норм точности взаимного расположения и шероховатостидеталей.
В шестом разделе производится обоснование и выбор шпоночногосоединения ∅70мм. Выбирается соответствующая призматическая шпонка.Производится расчет предельных размеров элементов сопряжения. Построенысхемы расположения полей допусков.
В восьмом разделе были описаны расставленные мною на чертежах ведущего вала 60 и шестерни 26 отклонения формы и допуски деталей.
В графической части мною представлены чертежи деталей: ведущего вала 60 и шестерни 26 указанные в задании. Чертежи выполнены на листах формата А3.
Список использованных источников
Сурус А. И. Нормирование точности и технические измерения: учеб.-метод. пособие по курсовому проектированию А. М. Сурус А. Ф. Дулевич А. В. Блохин. – Минск: БГТУ 2013.
Допуски и посадки: Справочник: в 2 ч. под ред.М. А. Палей – СПб.:Политехника 2001. – Ч. 1. – 576 с.
Допуски и посадки: Справочник: в 2 ч. под ред.М. А. Палей – СПб.:Политехника 2001. – Ч. 2. – 608 с.
Подшипники качения. Поля допусков и технические требования к посадочным поверхностям валов и корпусов. Посадки: ГОСТ 3325 – 85. – Взамен ГОСТ 3325 – 55; введ. 01.01.87. – М.: Изд-во стандартов 1985. – 95 с.
Стандарт университета СТП БГТУ 002–2007 «Проекты (работы) курсовые Ревяко М. А. [и др.]. – Минск БГТУ 2007

_NTiTI_2_razdel.docx

2 Выбор посадок методом аналогов
Метод аналогов заключается в обоснованном назначении посадок с
ориентировкой на известные типовые соединения работающие в аналогичных
условиях. Информация о посадках для аналогичных типовых соединений
применяемых в различных узлах и механизмах может быть взята из справочной
литератур действующих нормативных документов чертежей и т. п.
В данном разделе методом аналогов определим посадки типовых соединений
указанных в задании [1] таблица 1.1.
Сопряжение шестерни 26 с ведущим валом 60 [1] таблица 1.1. Принимаем d = 70 мм.
Сопряжение предназначено для передачи вращающего момента от ведущего вала к шестерни и в связи с этим неподвижное. Неподвижность обеспечивается натягом. Для ограничения радиального биения шестерни и снижения динамических нагрузок требуется высокая степень центрирования детали с валом. Режим нагружения средний без перегрузок с умеренными толчками и вибрациями. Для аналогичных соединений в механизмах нормальной точности применяют посадки типа Hr (Rh) Hs (Sh) Ht (Th) в 6-9-м квалитетах точности [2] c 368-370. В этом случае для соединяемых деталей применяем посадку с натягом в системе отверстия поскольку в сопряжении технологически сложнее изготовить отверстие при этом система отверстия более распространена что способствует сокращению требуемого ассортимента инструментов и средств контроля. Принимаем посадку
предпочтительную в системе отверстия со средней точностью.
Сопряжение шестерни 24 с ведущим валом 60 [1] таблица 1.1. Принимаем d = 70 мм.
Сопряжение предназначено для передачи вращающего момента от ведущего вала к шестерни и в связи с этим неподвижное. Центрирование шестерни на валу и передача крутящего момента осуществляется шпонкой 25. Для ограничения радиального биения и снижения динамических нагрузок требуется высокая степень центрирования. Для обеспечения легкой сборки и разборки при ремонте соединение должно быть разъемным. Режим нагружения средний без перегрузок с умеренными толчками и вибрациями. Для аналогичных соединений в механизмах нормальной точности применяют посадки типа Hт (Mh) Hk (Kh) Hm (Mh) в 6-9-м квалитетах точности [2] c 347-351.
В этом случае для соединяемых деталей применяем переходную посадку в системе отверстия поскольку в сопряжении технологически сложнее изготовить отверстие при этом система отверстия более распространена что способствует сокращению требуемого ассортимента инструментов и средств контроля. Принимаем посадку предпочтительную в системе отверстия со средней точностью.

Курсовой проект.docx

Учреждение образования «БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
подпись дата инициалы и фамилия
должность ученая степень ученое звание подпись дата инициалы и фамилия
(подпись) (инициалы и фамилия)
Пояснительная записка содержит 33 страниц 12 рисунков 5 литературных источников.
ОТКЛОНЕНИЕ ДОПУСК ПОСАДКА ШЕРОХОВАТОСТЬ КВАЛИТЕТ ЗАЗОР НАТЯГ ПОДШИПНИК РАЗМЕР.
Целью выполнения курсовой работы является нормирование точности деталей коробки подач двухпоточной.
Курсовая работа состоит из 8 разделов.
Основное содержание работы:
- описание принципа работы коробки подач двухпоточной;
- выбор и обоснование посадок методом аналогов для заданных сопряжений;
- расчет и выбор посадки с натягом;
- расчет вероятности получения зазоров и натягов в переходной посадке;
- расчет и выбор посадок для колец подшипников качения;
- расчет комбинированной посадки;
- выбор посадок для шпоночного соединения;
Для заданных деталей выбраны отклонения формы и расположения поверхностей назначены параметры шероховатости поверхностей.
Графическая часть включает чертежи деталей – 2 листа формата А3.
Перечень деталей и узлов коробки подач двухпоточной: 1. Крышка подшипника; 2. Винт регулировочный; 3. Гайка; 4. Шайба прижимная; 5. Подшипник; 6. Колесо зубчатое; 7. Винт; 8. Ось колеса; 9. Втулка; 10. Устройство крепежное; 11. Полумуфта; 12. Вал-полумуфта ведущий; 13. Шпонка; 14. Крышка резьбовая; 15. Уплотнение манжетное; 16. Подшипник; 17. Кольцо распорное; 18. Стакан; 19. Болт; 20. Подшипник; 21. Полумуфта зубчатая; 22. Подшипник; 23. Блок шестерен; 24 Колесо зубчатое; 25. Шпонка; 26. Колесо зубчатое; 27 Кольцо пружинное; 28. Подшипник; 29. Шпонка; 30.Колесо зубчатое; 31. Подшипник; 32. Вал приемный; 33. Вал промежуточный; 34. Блок шестерен; 35. Колесо зубчатое; 36. Колесо зубчатое; 37. Подшипник; 38. Кольцо распорное; 39. Кольцо пружинное; 40. Полумуфта зубчатая; 41. Вал ведомый первого потока; 42. Подшипник; 43. Кольцо распорное; 44. Крышка винтовая; 45. Уплотнение манжетное; 46. Винт зажимной; 47. Вал исполнительный первого потока; 48. Колесо зубчатое; 49. Шпонка; 50. Подшипник; 51 Вал ведомый второго потока; 52. Колесо зубчатое; 53. Подшипник; 54. Кольцо распорное; 55.Шпонка; 56. Колесо зубчатое; 57. Подшипник; 58. Вал переключения; 59. Подшипник; 60. Вал приемный; 61. Ось; 62. Втулка распорная; 63. Кольцо пружинное; 64. Кольцо пружинное; 65. Подшипник; 66. Колесо зубчатое; 67. Корпус переключателя; 68. Колесо зубчатое; 69.Штифт.
Индивидуальное задание [1] согласно шифру № 05-1.2:
Рисунок П.1.2. Коробка подач двухпоточная;
Индивидуальный перечень деталей: 20; 21; 24-30; 60 размер для расчета масштабного коэффициента: А=350мм;
Расчет посадки с натягом: соединяемые детали 26;60; Т=029 кН*м Fa=0 кН;
Расчет переходной посадки: детали 24; 60;
Расчет комбинированной посадки: детали 24;
Выбор посадок для сопряжения с кольцами подшипников качения: подшипник 28; серия 200; условия работы Н-1(перегрузка 100%); радиальная нагрузка 28 кН;
Выбор посадки шпоночного соединения: детали 24; 60;
расчет детальной размерности цепи: деталь 60;
Чертежи деталей: 26; 60.
На приведенном выше рисунке графически в соответствии с масштабом определены значения сопрягаемых размеров деталей указанных в индивидуальном задании. Данные размеры занесены в таблицу. Несопрягаемые размеры деталей сопряжения которые приняты в чертежах деталей определены аналогичным образом.
Полученные значения линейных размеров были получены путем округления до ближайших стандартных значений (для гладких соединений — по ГОСТ 6639; для элементов шпоночных соединений - по ГОСТ 23350; для элементов шлицевых соединений с прямобочным профилем - по ГОСТ 1139; для размеров поверхностей сопрягаемых с подшипниками качения - по стандартам на подшипники качения в соответствии с серией указанной в индивидуальном задании; для поверхностей валов контактирующих с уплотнениями — по ГОСТ 8752).
Описание конструкции и принципа действия механизма 7
Выбор посадок методом аналогов 9
Выбор посадки с натягом расчетным методом 11
Выбор и расчет переходной посадки 16
Расчет и выбор посадок колец подшипников 19
1 Выбор класса точности подшипника и определение видов нагружения
2 Расчет и выбор посадки для кольца испытывающего циркуляционный
3 Выбор посадки для наружного кольца 22
Выбор посадки шпоночного соединения 24
1 Выбор и обоснование посадки шпоночного соединения 24
2 Расчет предельных размеров элементов соединения 26
Нормирование точности формы расположения и параметров шероховатости поверхностей 30
Список использованных источников 33
Оценить и гарантировать качество изделий можно только в том случае если их качественные характеристики четко определены и должным образом узаконены. Документами в которых установлены необходимые качественные характеристики и показатели различной продукции являются стандарты. Поэтому изучение основ стандартизации введено во всех технических и экономических средних и высших специальных учебных заведениях. Научно-технический прогресс требует непрерывного выпуска однотипных изделий высокого качества имеющих минимальную стоимость и одинаковые технические характеристики. Поэтому для нас большую роль также играет взаимозаменяемость различных деталей. Данная курсовая работа посвящена практическому применению данных понятий. Целью данного курсовой работы является обучение студентов применять знания о посадках шероховатости отклонениях от формы и взаимного расположения поверхностей деталей. Задача состоит в правильном применении метода аналогов для заданных сопряжений определении шероховатости отклонения формы и взаимного расположения поверхности деталей входящих в сопряжение расчет и выбор переходных комбинированных шпоночных и с натягом посадок.
Описание конструкции и принцип действия двухпоточной коробки подач
Назначение механизма: передавать крутящий момент с ведущего вала на исполнительные валы с его изменением.
Состоит механизм из корпуса в котором в стакане 18 на подшипниках 16 установлен ведущий вал - полумуфта 12. Кроме этого в корпусе механизма на подшипниках установлены: приёмный вал 60 с неподвижным блоком зубчатых колёс 26 и зубчатой полумуфтой 21 (которая имеет продольное перемещение по шлицам вала) вал переключателя 58 на котором на шлицах установлены зубчатые колёса 66 и 68 имеющие продольное перемещение два промежуточных вала 32 33 и два ведомых вала 41 и 51.
Крутящий момент от полумуфты 11 передаётся на ведущий вал-полумуфту 12 через шпонку 13. Приёмный вал 60 может приводиться во вращение через шлицевое соединение с зубчатой полумуфтой 21 при условии что она находится в зацеплении с ведущим валом-полумуфтой. Так же вал 60 может вращаться от вала переключения 58 через шлицевое соединение валов с блоком зубчатых колёс 26 и зубчатым колесом 66 соответственно которые (колёса) находятся во внешнем зубчатом зацеплении с блоком шестерён 23 вращающемся на оси 61 в корпусе переключателя 67 который на подшипниках 65 установлен на колесе 66.
В свою очередь вал 58 принимает крутящий момент через шлицевое соединение от колеса 68 находящемся во внешнем зубчатом зацеплении через свободно вращающееся на оси 8 колесо 6 с ведущим валом-полумуфтой 12.
И наоборот: вал 58 может вращаться от вала 60 тем же способом но при условии что полумуфта 21 находится в зацеплении с валом-полумуфтой 12 и выведенном из зацепления с колесом 6 колеса 68.
Вал 58 передаёт крутящий момент на колесо 30 через шпонку 29. Колесо 30 находясь в постоянном внешнем зацеплении со свободно вращающимся на валу 33 шестерней 56.
На валу 33 так же как и колесо 35 с натягом установлено колесо 36. Вал 32 принимает крутящий момент через шлицевое соединение от блока шестерён 34 который приводится во вращение от внешнего зацепления с колесом 35 либо колесом 36. Вал 32 передаёт крутящий момент через шлицевое соединение на колесо 40. Колесо 40 находясь в зацеплении с колесом 52 посаженном с натягом на ведомом валу второго потока 51 вращает его (вал) тем самым передавая крутящий момент через шпонку 49 на шестерню 48. Находясь же в зацеплении с ведомым валом первого потока 41 крутящий крутящий момент передаётся через штифты 54 и втулочную муфту 55 на исполнительный вал второго потока 47. Механизм позволяет за счёт комбинаций переключения получать по 40 различных значений крутящего момента на каждом из исполнительных валов причём направление вращения исполнительного вала первого потока совпадает с направлением вращения ведущего вала а направление вращения исполнительного вала второго потока – нет.

_NTiTI_4_razdel.docx

4 Выбор и расчет переходной посадки
Выберем и рассчитаем переходную посадку сопряжение шестерни 24 с ведущим валом 60. Примем для данной посадки ∅70 мм.
Методом аналогов согласно разделу 2 для данного соединения была выбрана посадка типа . Принимаем посадку .
Расчет переходной посадки заключается в вычислении величины вероятных зазоров и натягов и вероятности их распределения. Для этого рассчитаем значения предельных допусков размеров мм [2] формулы 1.15 1.16:
где: ES es – верхние предельные отклонения отверстия и вала мм [2] таблицы 1.28-1.30; EI ei – нижние предельные отклонения отверстия и вала мм [2] таблицы 1.28-1.30.
Определим среднеквадратичное отклонение натяга мм [1] формула 3.25:
Определим предел интегрирования [1] формула 3.27:
где: Nm – значение среднего натяга переходной посадки мм [2] формула 1.32:
Из [2] таблица 1.1 по найденному значению z определяем функцию Ф(z). Принимаем Ф(z) = 00948.
Рассчитываем вероятность получения натягов и вероятность получения зазоров % при условии z 0 [1] формула 3.30:
Определяем максимальные вероятные натяг и зазор мм [1] формулы 3.32 3.33:
На рисунке 4.1 приведена схема вероятности получения зазоров и натягов.
Рисунок 4.1 – Схема к расчету вероятности получения зазоров и натягов при
расчете переходной посадки